EP1965160A2 - Verfahren zum Steuern einer Kompressionskälteanlage und eine Kompressionskälteanlage - Google Patents

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EP1965160A2
EP1965160A2 EP08003323A EP08003323A EP1965160A2 EP 1965160 A2 EP1965160 A2 EP 1965160A2 EP 08003323 A EP08003323 A EP 08003323A EP 08003323 A EP08003323 A EP 08003323A EP 1965160 A2 EP1965160 A2 EP 1965160A2
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EP
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control
hot gas
evaporator
refrigerant
overheating
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EP1965160A3 (de
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Steffen Smollich
Martin Herrs
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Stiebel Eltron GmbH and Co KG
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Definitions

  • the invention relates to a method for controlling a compression refrigeration system and a compression refrigeration system with a refrigerant, an evaporator, a compressor, a condenser and a throttle body.
  • the refrigerant present in the refrigeration circuit of the compression refrigeration system is evaporated in the evaporator by heat removal of the medium to be cooled.
  • the compressor there is a pressure and thus an increase in the temperature of the refrigerant.
  • the refrigerant is liquefied in the condenser with heat release.
  • the throttle body the refrigerant is released again to the evaporation pressure.
  • Such compression refrigerators are e.g. used for the heating of rooms and for the hot water preparation, whereby the heating of rooms and the warm water preparation in each case are called heat sinks.
  • the regulation of the heat sink temperature is usually carried out by switching on and off of the compressor or by modulation of the compressor speed. Such methods are for example from EP 1 355 207 A1 or DE 43 03 533 A1 known.
  • the efficiency of the evaporator and thus the refrigerant circuit should be optimized by means of the scheme.
  • the efficiency of the evaporator depends inter alia on its degree of filling, ie which part of the evaporator with wet steam and which part of the evaporator is filled with superheated (vapor) refrigerant. The higher the wet steam content, the better less is the overheating and the better the efficiency.
  • the refrigeration system is controlled to provide a desired overheating, so that the refrigerant is completely evaporated shortly before entering the compressor.
  • the overheating of the refrigerant can be used at the evaporator outlet.
  • This overheating of the refrigerant can preferably be determined from the evaporator pressure p 0 and the temperature T 0h of the superheated refrigerant at the evaporator outlet, which can be determined by suitable sensors.
  • the difference between the evaporator outlet temperature T 0h and the evaporation temperature T 0 which represents the temperature of the refrigerant during the evaporation without overheating, is calculated and represents the actual superheat ⁇ T 0h-ist of the refrigerant at the evaporator outlet, hereinafter also referred to as superheat for short.
  • the invention is based on the object to provide an improved method for controlling a (compression) refrigeration system and a corresponding (compression) refrigeration system.
  • This object is achieved by a method for controlling a (compression) refrigeration system according to claim 1 and by a (compression) refrigeration system according to claim 14.
  • a method for controlling a refrigeration system which comprises a refrigerant, an evaporator, a compressor, a condenser and an electronically controllable throttle body.
  • a refrigerant evaporator
  • a compressor evaporator
  • a condenser evaporator
  • an electronically controllable throttle body evaporator
  • a special function rule will be activated when the refrigeration system is in certain operating modes.
  • the special function control intervenes in the overheating control of the refrigerant at the evaporator outlet.
  • the special function control is ended when the refrigeration system is back in normal operation.
  • the invention also relates to a refrigeration system with a refrigerant, an evaporator, a compressor, a condenser and an electronically adjustable throttle member.
  • the refrigeration system has a first control unit for controlling the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet.
  • the system also has a second control unit for controlling special functions in certain operating modes.
  • the invention relates to the idea to provide a method for controlling a refrigeration circuit of a refrigeration system.
  • a refrigeration circuit of a refrigeration system is regulated by means of a controller function for overheating control of the refrigerant at the evaporator outlet. If a situation occurs in which the superheat control of the refrigerant at the evaporator outlet is insufficient to optimally control the refrigeration system, then control signals or diagnostic values are generated by additional controllers or monitoring functions that can be influenced by process values from the refrigeration circuit. These additional actuating signals influence the parameterization, the actuating signal generation and the functional interconnection of the controller function for overheating control. If it is determined that the additional control is no longer needed, then the control is again based on the superheat control of the refrigerant at the evaporator outlet.
  • the invention is based on the idea of providing a method for controlling the compression refrigeration system in which, depending on the operating mode of the refrigeration circuit controller and the operating point of the refrigeration cycle, process variables can be integrated into the overheating control which are not directly required for determining and regulating overheating. Furthermore, methods for self-diagnosis of the refrigeration circuit controller and the refrigeration circuit and its components can be implemented in the controller.
  • FIG. 1 shows a schematic representation of a compression refrigeration system according to a first embodiment.
  • a refrigeration system comprises an evaporator 31, a compressor 32, a condenser 33 and a throttle body 13, which are connected by a refrigerant piping system. Furthermore, a first, a second, a third and a fourth measuring unit 1-4 are provided.
  • the first measuring unit 1 serves to measure the temperature of the vaporized refrigerant.
  • the second measuring unit 2 serves to measure the evaporator outlet pressure.
  • the third measuring unit 3 serves to measure the temperature of the liquefied refrigerant.
  • the fourth measuring unit 4 serves to measure the condenser pressure.
  • the first, second, third and fourth measuring units 1-4 are each coupled to a regulator 40 which controls the expansion valve 13. In the embodiment shown in the figures, an expansion valve 13 is used as the throttle body.
  • a medium with a low boiling point (“refrigerant”, today mostly ozone-harmless CFCs or natural substances) is vaporized in the evaporator 31, the gaseous phase is then compressed in the compressor 32 and thereby heated. Under high pressure, the working fluid or the refrigerant releases its heat for use at the condenser 33 (heating water, air flow) and condenses.
  • the working fluid enters the partial circuit at low pressure again and is in turn fed to the evaporator 31, at whose output the evaporator pressure with the second measuring unit 2 and the temperature of the vaporized Refrigerant is determined with the first measuring unit 1. From the determined evaporator outlet pressure and the temperature of the evaporated refrigerant at the evaporator outlet, the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet can be determined with the aid of refrigerant data.
  • the temperature difference between the heat source and the refrigerant allows a heat flow to the evaporator 31. Subsequently, the refrigerant vapor is sucked in by the compressor 32 and compressed. The temperature of the refrigerant is thereby "pumped" to a higher temperature level, which i. A. above which the heat distribution is.
  • the condenser 33 is again a temperature difference, and there is a heat flow, d. H. for heat distribution.
  • the high-pressure refrigerant cools again and condenses.
  • the condenser pressure with the fourth measuring unit 4 and the temperature of the liquefied refrigerant with the third measuring unit 3 is determined. Subsequently, the refrigerant is expanded via an expansion valve 13. The entire process takes place again and is thus in a cyclic process.
  • Fig. 2 shows a schematic block diagram of a controller according to the first embodiment.
  • the refrigerant circuit controller 40 of the refrigerating machine has a measured value detecting and processing unit 5, a calculating unit 6, a model forming unit 10, a first determining unit 9, a second determining unit 11 and a selecting unit 12.
  • the controller 40 serves as overheating regulator for the refrigerant circuit.
  • the measured-value acquisition and processing unit 5 converts the electrical signals of the sensors (measuring units) 1 - 4 connected to the controller into measured values and, if necessary, frees them from disturbing influences such as a 50 Hz superimposition.
  • the first determination unit 9 determines a first control value W 1 for the expansion valve 13 as a function of the deviation of an actual overheating and a desired overheating of the refrigerant.
  • the calculation unit 6 calculates the instantaneous overheating of the refrigerant at the evaporator outlet from the evaporator pressure and the evaporator exit temperature. From the comparison of the actual overheating with the desired overheating, the first control value W 1 for the expansion valve 13 in the first determination unit 9 is determined.
  • the first control value W 1 relates to the opening degree of the expansion valve 13, so that the refrigerant flow is regulated in the circuit. If the actual overheating is greater than the setpoint superheat, the actuator moves on, ie the first control signal increases. If the actual overheating is lower than the setpoint overheating, the actuator moves to, ie the first actuating signal becomes smaller.
  • the controller can be designed as P, Pl, 1 or PID controller.
  • a model forming unit 10 serves to form a model which compares the refrigerant mass flow at the evaporator inlet with the refrigerant mass flow at the evaporator outlet and calculates a second control value W 2 for the expansion valve 13 on the basis of the model from the evaporator pressure, the condenser pressure and cold cycle specific variables.
  • a second determination unit 11 serves to determine a third control value W 3 for the expansion valve 13 by linking the first control value W 1 to the second control value W 2 .
  • An actuator for setting the expansion valve 13 to the third control value W 3 is also provided.
  • a selection unit 12 serves to select the actuating signal as a function of the operating mode of the refrigeration circuit controller and switches actuating signals from different sources to the expansion valve 13 as a function of the operating mode of the refrigeration circuit controller.
  • the control signal from the second determination unit 11 for determining a third control value W 3 is forwarded to the expansion valve 13.
  • the control signal is forwarded to the expansion valve 13 with a degree of zero opening.
  • the control signal from the determination unit for determining a control value for defrost operation is forwarded to the expansion valve 13.
  • the controller 40 described above for the control engineering processing of process variables of the refrigeration circuit for controlling the overheating and for obtaining an actuating signal for an expansion valve is already known and according to the invention is an overheat regulator basic function.
  • the superheat controller may include a special function controller 41 to regulate process variables depending on the operating mode of the refrigeration circuit controller and the operating point of the refrigerant circuit, which are not directly required for the determination and control of overheating by the controller 40.
  • a self-diagnosis of the refrigeration circuit controller and the refrigeration circuit and its components can be implemented in the controller. The interaction of the functions and the data flow between the individual function blocks is described in more detail below:
  • the special function controller 41 for the special functions of the refrigeration circuit has a detection unit 18, a hot gas temperature limitation unit 19, an adaptation unit 20, a pressure difference control unit 21, an evaporator defrost unit 22 and an overheat control unit 23.
  • the special function controller 41 for the special function of the refrigeration circuit is used to regulate the refrigerant circuit when special operating modes or operating conditions of the refrigerant circuit occur.
  • the recognition of the need for the integration of process variables or additional control functions to optimize the refrigeration circuit control takes place in the detection unit 18, which also serves to select and activate those units that are needed for the control of the special functions and their influence on the controller.
  • the units for controlling the special functions are the units 19, 20, 21 and 22 and 23. In the given case, one or more units are activated by the detection unit 18 and supplied with process variables. In the units for the regulation of the special functions 19, 20, 21, 22, 23, the control algorithms are respectively stored, which calculate manipulated variables with the aid of the process variables and with the controller parameters specified in the controller. These manipulated variables take influence u. A. to the control signal calculation for the expansion valve 13, on the parameterization and controller architecture and on the control of the operation mode of the superheat controller basic function 40 by the controller 40. Furthermore, it is possible the function of the detection unit 18 for selecting and activating the units for the Include special functions in the special function blocks so that they automatically activate or deactivate their functions.
  • the hot gas temperature limiting unit 19 controls the hot gas temperature limitation according to a second embodiment.
  • the aim is to limit the hot gas temperature 16, which is determined by a temperature sensor at the compressor output, at critical operating points of the refrigeration circuit, without having to switch off the compressor.
  • the dependence of the hot gas temperature from the operating point of the refrigerant circuit is usually such that the hot gas temperature increases both with increasing condenser pressure and with decreasing evaporator pressure. Furthermore, it increases with increasing overheating of the refrigerant at the evaporator outlet.
  • a shutdown is at least delayed by the controller 40 of the refrigerant circuit first lowers the hot gas temperature by changing its operating point and thus allows a longer compressor running time.
  • a further hot gas limit temperature HG2 for the activation of the special function hot gas temperature limitation below the hot gas limit temperature HG1 for the shutdown of the compressor is parameterized.
  • the unit 18 activates the hot gas temperature limiting unit 19.
  • the unit 19 is deactivated again.
  • This threshold can be equipped with a hysteresis.
  • the limitation of the hot gas temperature can be controlled in different ways by the hot gas temperature limiting unit 19:
  • the setpoint for overheating at the evaporator outlet can be activated
  • Hot gas temperature limit can be switched to a smaller still tolerable for the control of the refrigerant circuit setpoint. Direct switching or ramp switching of the superheat setpoint may cause controller instabilities, which must be taken into account when selecting the value.
  • the regulation of the overheating at the evaporator outlet can be switched to the regulation of superheating at the recuperator outlet. In this operating state, the overheating of the refrigerant is then regulated at the recuperator outlet.
  • a recuperator here represents a heat exchanger, which reheats the leaving the evaporator refrigerant and thus increases its overheating.
  • it is possible when switching to the recuperator to reduce the overheating of the refrigerant at the evaporator output far enough that there is close to zero Kelvin and the superheating of the refrigerant is displaced into the recuperator.
  • the reduction in evaporator overheating is accompanied by a desirable reduction in hot gas temperature.
  • a hot gas temperature regulator can be used, which calculates a control signal which is combined with the control signal of the superheat controller 11 as a function of the hot gas temperature actual value and the hot gas limit temperature HG2 and in dependence on a proportional band starting at exceeded hot gas limit temperature HG2.
  • This linkage can for example be made such that the hot gas temperature controller outputs a control signal as a function of the difference between the hot gas temperature actual value and the hot gas limit temperature HG2. If the actual hot gas temperature is less than or equal to the hot gas limit temperature HG2, then the control signal is equal to one. However, if the hot gas temperature actual value is greater than the hot gas limit temperature HG2, the control signal increases with increasing difference. This control signal is multiplied by the control signal of the superheat controller 11 and
  • the integral portion of the superheat controller 9 may be stopped in further integration to prevent mis-integration during hot-gas regulator engagement when the hot gas temperature controller set signal is greater than one.
  • the determined actual value for overheating at the recuperator output is monitored during the described active hot gas temperature limitation and is switched off when the compressor falls below a limit value.
  • the hot gas temperature limitation may also be made by calculating an additional control signal for another actuator, for example a control signal for an injection valve, which injects refrigerant into an additional inlet at the suction inlet of the compressor.
  • an additional control signal for another actuator for example a control signal for an injection valve, which injects refrigerant into an additional inlet at the suction inlet of the compressor.
  • a scroll compressor for example, there is the possibility of injecting a secondary refrigerant flow during the compression process of the main refrigerant flow through holes in the scroll unit, which can be accompanied by an increase in efficiency of the compression process.
  • An influence on the state of matter and the amount of refrigerant by the controller of the hot gas temperature limitation by means of an actuator for metering the refrigerant secondary flow can be used to reduce the hot gas temperature.
  • the overheating regulator controls the actuator for the secondary refrigerant flow to overheat the refrigerant in the secondary flow of the refrigerant, which has been determined for the best possible efficiency of the refrigerant circuit.
  • the hot gas temperature controller controls the refrigerant side flow actuator to overheat the refrigerant in the secondary refrigerant flow set to reduce the hot gas temperature or adjusts the refrigerant overheating in the secondary refrigerant flow to the difference between the hot gas temperature reading and the hot gas temperature limit.
  • the adaptation unit 20 is used to control the adaptation of the controller dynamics.
  • the aim here is to optimally adapt the parameterization of the controller for the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet 9 to the current operating point of the controlled system refrigerant circuit.
  • the transfer characteristic of a refrigeration circuit is characterized by the fact that the steepness of the dependence between the opening degree change of the expansion valve and the overheating change of the refrigerant at the evaporator outlet is not constant.
  • an opening degree change of the expansion valve at operating points with large overheating is associated with a smaller overheating change of the refrigerant at the evaporator outlet than at operating points with small superheating is the case.
  • An optimal adaptation of the controller to the current working point of the refrigerant circuit is done by adjusting the parameterization of the controller for the overheating of the refrigerant at the evaporator output 9.
  • the release of the special function adaptation of the controller dynamics is controlled by the unit 18. The release takes place, for example, only in heating mode and / or cooling mode and possibly only after an elapsed delay time after change of mode.
  • a characteristic curve is stored which influences the controller parameters in the unit 9 as a function of the setpoint value of the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet. In this case, all components of the controller (for example, P, I and D component) can be influenced simultaneously with the same factor.
  • the aim is to counteract a change in the path gain of the refrigerant circuit, ie increases the distance in an operating point with lower target overheating their gain, the influence of the controller parameters will have the goal to reduce the controller gain in this operating point, so that the overall gain of the control loop is approximately constant.
  • the adaptation unit 20 for adapting the controller dynamics it may be necessary to subject the calculated output signal for the adaptation of the controller dynamics to an attenuation.
  • This attenuation can be formed by limiting the control signal change per unit time or by a low-pass filter.
  • a slow change in the control parameters of the controller for the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet 9 also gives it the necessary time to produce no control signal jumps during the parameter changes, but continuously adapt the control signal for the expansion valve to the changed controller conditions.
  • a further characteristic can be stored, which influences the controller parameters in the unit 9 as a function of the absolute value of the control deviation of the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet.
  • This method has the goal to adapt the control parameters to the respective requirements by the gain of the controller should be advantageously higher in the control process for setpoint jumps or the action of dynamically changing disturbances than in the steady state with only a small deviation.
  • This characteristic in the adaptation unit 20 describes the change in the controller gain as a function of the absolute value of the control deviation of the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet.
  • the first actuating signal is linked to one another as a function of the superheat setpoint value and the second actuating signal of the unit 20 as a function of the absolute value of the overheating control deviation at the evaporator outlet.
  • This can be done advantageously by forming the mean value of the signals or by forming the maximum of the signals.
  • it is advantageous to restrict the possible adjustment range of this signal by establishing a minimum value and a maximum value.
  • the pressure difference control unit 21 serves the pressure difference control during the evaporator defrosting mode.
  • defrosting is carried out as reverse defrosting, during which the evaporator and condenser flow through during defrosting.
  • the aim is to regulate the pressure difference between the evaporator pressure 2 and condenser 4 during the defrosting of the evaporator and thus optimally adapted to the current operating point of the compressor and the refrigerant circuit.
  • the defrosting operation is carried out with a throttle member having a throttling function which is constant during the defrosting operation. It is also advantageous to optimally adapt the throttling action of the throttle element during the defrosting process to the current operating point of the compressor and of the cooling circuit. This can be done as follows: If the operating mode of the refrigeration circuit is the evaporator defrosting operation, the special function pressure difference control evaporator defrosting is activated by the unit 18.
  • a setpoint for a pressure difference control of condenser pressure to evaporator pressure and a characteristic is stored, which determines a function of pressure difference setpoint and pressure difference actual value, a control signal for the degree of opening of an expansion valve for ++ Abtau lake.
  • a control value of the expansion valve for the defrosting operation 15 which is set in the controller, with the actuating signal of the unit 21.
  • This linkage can be, for example, such that the pressure difference controller outputs a control signal as a function of the difference between the pressure difference set value and the pressure difference actual value. If the pressure difference actual value is greater than or equal to the pressure difference setpoint, the control signal is equal to one, if the pressure difference actual value is smaller than the pressure difference setpoint, the control signal is reduced with increasing difference.
  • This actuating signal is multiplied by the control value of the expansion valve for the defrosting operation specified in the controller and then forwarded to the expansion valve.
  • the activation of this pressure difference control function can advantageously also take place only after elapse of a specified period of time after the beginning of the defrost.
  • the evaporator defrost unit 22 of the evaporator defrost serves to melt ice.
  • the prerequisite for this is that the evaporator must be defrosted during operation by the condensation and freezing of water vapor contained in the air.
  • the operating mode of the refrigeration circuit is switched directly to the defrosting when detecting the Abtau cassettees for the evaporator and the end of the Abtau plantees the mode of the refrigeration circuit again switched directly into the heating mode.
  • the defrost can both as H specificationsgasabtauung (the exiting the compressor hot gas flows through the evaporator directly and is then returned to the suction side of the compressor) or reverse ignition (evaporator and condenser are equally flows through the defrost during the defrost).
  • the aim of a defrosting process is to melt the entire ice located on the evaporator and remove the meltwater. In a conventional switching from defrosting operation to heating operation, which is customary in the prior art, it may happen that part of the melt water forming during defrosting freezes again after the transition from the defrosting mode to the heating mode at the evaporator or in its vicinity.
  • a growing icing of at least parts of the evaporator can form, which grows from defrost to defrost.
  • a defrosting process may also be deemed terminated even if this partial icing is not completely defrosted.
  • a method is provided here which is able to reduce this partial icing again or to prevent the buildup of partial icing after the defrosting process has taken place.
  • the unit 22 controls this function by at least cyclically blocking a planned direct transition from defrost mode to heating mode by inserting a temporary hold in stand-by mode. Furthermore, it is possible that during the planned transition of the operating mode heating to operating mode stand-by (compressor off) by the unit 22 a temporary stay in the defrost mode is inserted.
  • a planned transition here means that a mode control system which does not take into account the function of the unit 22 would control such a transition, for example, depending on a heat demand of the heat quantity regulator or a defrost request / termination of the defrost regulator.
  • a temporary persistence in idle mode (stand-by, compressor off) connects. It is advantageously utilized that during a defrost thermal energy is introduced into the evaporator, which is stored after completion of defrosting in the evaporator block.
  • the evaporator is structurally in a chamber which reduces a direct release of this thermal energy to the heat pump environment, so that initially the energy is used primarily for heating the chamber.
  • a lining of the chamber with heat-insulating materials are advantageous. The release of heat energy from the evaporator to the chamber melts the ice residue formed in the chamber, which immediately after Defrost still exist and would freeze again in a direct switch from defrost mode after heating. Activation of such a special function can be coupled to an off-temperature-dependent cycle, which is determined empirically in test series.
  • the cycle describes, depending on the outside temperature, the compressor run time, etc., when the special function of the evaporator defrosting ice melt is activated and to which period the duration of the activation of this function is limited. Control of the cycle may be by unit 18 or implemented directly in unit 22.
  • a further embodiment possibility is to insert the following special algorithm, in particular at outside temperatures above the freezing point.
  • Another design option for outdoor temperatures above the freezing point of water is that in the operating mode stand-by (compressor off) through the unit 22 a temporary residence in the operating mode stand-by with activated evaporator fan is inserted.
  • the fan speed can be lowered in speed-controllable fan in this mode also in relation to the fan speed for the heating mode.
  • the air flow above the freezing point of water thaws the evaporator or the chamber surrounding the evaporator.
  • the unit 23 controls the special function superheat control of the refrigerant at the recuperator output.
  • the aim is, by switching the controller for the control of the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet, briefly evaporator overheating control, to a control of the superheat of the refrigerant at the recuperator, short recuperator superheat control, optimally to the current operating point of the Adjust the cooling system control loop and, if necessary, increase the coefficient of performance of the cooling circuit.
  • the object of the overheating control of the refrigerant at the recuperator output is achieved by adapting the parameterization of the controller for the overheating of the refrigerant and switching the controlled variable by the following method:
  • the release of the special function overheating control of the refrigerant at the recuperator output is controlled by block 18.
  • the release takes place, for example, only in heating mode and / or cooling mode and possibly only after an elapsed delay time after change of mode. Furthermore, a release takes place only when the operation of the recuperator overheating control is technically stable and energetically in terms of line number of the refrigerant circuit makes sense. A measure of this can be the energy transmitted in the recuperator, which is significantly influenced by the temperature differences of the two refrigerant paths to each other.
  • the release of the operation of the recuperator overheat control is possible when the condenser pressure exceeds a set limit and the evaporator pressure falls below a set limit or alternatively the condenser temperature exceeds a set limit and the evaporator temperature falls below a set limit or combined methods.
  • a downshift into the operation of the evaporator overheating control takes place when due to the process value constellation, the conditions for the release of the recuperator overheating control are no longer met, the switching point can be superimposed on a hysteresis.
  • the unit 23 controls which of the controller parameters in block 9 are influenced by a changeover from controlled variable evaporator overheating of the refrigerant to recuperator overheating of the refrigerant.
  • An embodiment feature may be that all the components of the controller (for example P, I and D components) are simultaneously influenced by the same factor, but it is also possible to influence only selected components.
  • the actual value of the overheating of the refrigerant at the recuperator output may be advantageous to charge with a proportion of the actual value of the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet during the regulation of the recuperator superheating. If, for example, a defined percentage of the actual value of the overheating of the refrigerant at the evaporator outlet is added to the actual value of the overheating of the refrigerant at the recuperator output, then a combined controlled variable is obtained.
  • this combined controlled variable contains both portions of the actual control target size (recuperator overheating), which is attenuated by a large time constant and distance as part of a second size contains (evaporator overheating), which by a a significantly lower time-of-flight constant is dampened and thus better reflects the tendency of the distance reaction.
  • the hot gas temperature is considered, although it is not directly related to the superheat control. However, consideration of the hot gas temperature is advantageous in terms of the safety of the refrigeration system.
  • the hot gas temperature represents the temperature at which the compressed compressed gas leaves the compressor. This temperature affects the life of the oil of the compressor. This oil typically has a maximum temperature above which the molecules of the oil dissolve into their constituents.
  • the hot gas temperature represents the hottest temperature in the refrigeration cycle. This temperature is dependent on the two pressures, i. High and low pressure. Furthermore, the quality of the compressor plays a role in the hot gas temperature.
  • the expansion valve described above may be formed as an electronically controlled or controlled expansion valve.

Abstract

Es wird ein Verfahren zum Steuern einer Kälteanlage vorgesehen, welches ein Kältemittel, einen Verdampfer (31), einen Verdichter (32), einen Verflüssiger (33) und einen elektronisch ansteuerbares Drosselorgan (13) aufweist. Es erfolgt eine Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang. Eine Sonderfunktionsregelung wird aktiviert, wenn sich die Kälteanlage in bestimmten Betriebsarten befindet. Die Sonderfunktionsregelung greift in die Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang ein. Die Sonderfunktionsregelung wird beendet, wenn sich die Kälteanlage wieder in einem Normalbetrieb befindet.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein Verfahren zum Steuern einer Kompressionskälteanlage sowie eine Kompressionskälteanlage mit einem Kältemittel, einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Verflüssiger und einem Drosselorgan.
  • Bei einer Kompressionskälteanlage wird das im Kältekreis der Kompressionskälteanlage befindliche Kältemittel im Verdampfer durch Wärmeentzug des zu kühlenden Mediums verdampft. Im Verdichter erfolgt eine Druck- und damit Temperaturerhöhung des Kältemittels. Anschließend wird das Kältemittel im Verflüssiger unter Wärmeabgabe wieder verflüssigt. Durch das Drosselorgan wird das Kältemittel wieder auf den Verdampfungsdruck entspannt.
  • Derartige Kompressionskälteanlagen werden z.B. für die Beheizung von Räumen und für die Warmwasserbereitung eingesetzt, wobei die Beheizung von Räumen und die Warmwasserbereitung jeweils als Wärmesenken bezeichnet werden.
  • Die Regelung der Wärmesenkentemperatur erfolgt üblicherweise durch Ein- und Ausschalten des Verdichters bzw. durch Modulation der Verdichterdrehzahl. Solche Verfahren sind beispielsweise aus der EP 1 355 207 A1 oder DE 43 03 533 A1 bekannt. Weiterhin soll der Wirkungsgrad des Verdampfers und damit des Kältekreises mittels der Regelung optimiert werden. Der Wirkungsgrad des Verdampfers hängt u.a. von seinem Befüllungsgrad ab, d. h. welcher Teil des Verdampfers mit Nassdampf und welcher Teil des Verdampfers mit überhitztem (dampfförmigem) Kältemittel gefüllt ist. Je höher der Nassdampfanteil ist, desto geringer ist die Überhitzung und desto besser ist der Wirkungsgrad. Somit wird die Kälteanlage geregelt, um eine gewünschte Überhitzung vorzusehen, damit das Kältemittel kurz vor Eintritt in den Verdichter komplett verdampft ist.
  • Ist jedoch der gesamte Verdampfer mit Nassdampf gefüllt und gelangt nicht überhitzter Nassdampf in den Verdichter, so kann dies zu Verdichterschäden führen. Aber auch eine zu geringe Füllmenge von Kältemittel im Kältekreis kann den Wirkungsgrad des Kältekreises ungünstig beeinflussen, so dass ein wirkungsgradoptimierter Füllgrad des Verdampfers mit Nassdampf nicht mehr gewährleistet sein kann.
  • Als Regelgröße für die Verdampferregelung kann die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang verwendet werden. Diese Überhitzung des Kältemittels lässt sich bevorzugt aus dem Verdampferdruck p0 und der Temperatur T0h des überhitzten Kältemittels am Verdampferausgang bestimmen, welche sich durch geeignete Messaufnehmer bestimmen lassen. Die Differenz aus Verdampferausgangstemperatur T0h und der Verdampfungstemperatur T0, welche die Temperatur des Kältemittels während der Verdampfung ohne Überhitzung repräsentiert, wird berechnet und stellt die Ist-Überhitzung ΔT0h-ist des Kältemittels am Verdampferausgang, im Folgenden auch kurz Überhitzung genannt, dar.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, ein verbessertes Verfahren zur Steuerung einer (Kompressions)Kälteanlage und eine entsprechende (Kompressions)Kälteanlage vorzusehen.
  • Diese Aufgabe wird durch ein Verfahren zum Steuern einer (Kompressions)Kälteanlage gemäß Anspruch 1 sowie durch eine (Kompressions)Kälteanlage gemäß Anspruch 14 gelöst.
  • Somit wird ein Verfahren zum Steuern einer Kälteanlage vorgesehen, welches ein Kältemittel, einen Verdampfer, einen Verdichter, einen Verflüssiger und ein elektronisch ansteuerbares Drosselorgan aufweist. Es erfolgt eine Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang. Eine Sonderfunktionsregelung wird aktiviert, wenn sich die Kälteanlage in bestimmten Betriebsarten befindet. Die Sonderfunktionsregelung greift in die Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang ein. Die Sonderfunktionsregelung wird beendet, wenn sich die Kälteanlage wieder in einem Normalbetrieb befindet.
  • Die Erfindung betrifft ebenfalls eine Kälteanlage mit einem Kältemittel, einem Verdampfer, einem Verdichter, einem Verflüssiger und einem elektronisch einstellbaren Drosselorgan. Die Kälteanlage weist eine erste Regelungseinheit zur Regelung der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang auf. Die Anlage weist ferner eine zweite Regelungseinheit zur Regelung von Sonderfunktionen in bestimmten Betriebsarten auf.
  • Die Erfindung betrifft den Gedanken, ein Verfahren zur Steuerung eines Kältekreises einer Kälteanlage vorzusehen. Ein Kältekreis einer Kälteanlage wird dabei mittels einer Reglerfunktion zur Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang geregelt. Wenn eine Situation auftritt, bei der die, Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang nicht ausreicht, um die Kälteanlage optimal zu regeln, dann werden Stellsignale oder Diagnosewerte durch zusätzliche Regler oder Überwachungsfunktionen erzeugt, weiche durch Prozesswerte aus dem Kältekreis beeinflusst werden können. Diese weiteren Stellsignale nehmen Einfluss auf die Parametrierung, die Stellsignalerzeugung und die funktionale Verschaltung der Reglerfunktion zur Überhitzungsregelung. Wenn festgestellt wird, dass die zusätzliche Regelung nicht mehr benötigt wird, dann erfolgt die Regelung wieder basierend auf der Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang.
  • Die Erfindung beruht auf dem Gedanken, ein Verfahren zum Steuern der Kompressionskälteanlage vorzusehen, bei der abhängig von der Betriebsart des Kältekreisreglers und vom Arbeitspunkt des Kältekreises Prozessgrößen regeltechnisch in die Überhitzungsregelung einzubinden, welche nicht unmittelbar zur Bestimmung und Regelung der Überhitzung erforderlich sind. Ferner können Verfahren zur Selbstdiagnose des Kältekreisreglers und des Kältekreises und seiner Komponenten im Regler implementiert werden.
  • Im Folgenden wird die Erfindung anhand eines Ausführungsbeispiels und mit Bezug auf die beigefügten Zeichnungen veranschaulicht. Es zeigen:
    • Fig. 1
    eine schematische Darstellung einer Kompressionskälteanlage gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel, und
    Fig. 2
    ein schematisches Blockdiagramm eines Reglers gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel.
  • Fig. 1 zeigt eine schematische Darstellung einer Kompressionskälteanlage gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel. Eine Kälteanlage weist einen Verdampfer 31, einen Verdichter 32, einen Verflüssiger 33 und ein Drosselorgan 13 auf, welche durch ein Kältemittel-Leitungssystem verbunden sind. Ferner sind eine erste, eine zweite, eine dritte und eine vierte Messeinheit 1-4 vorgesehen. Die erste Messeinheit 1 dient dazu, die Temperatur des verdampften Kältemittels zu messen. Die zweite Messeinheit 2 dient dazu, den Verdampferausgangsdruck zu messen. Die dritte Messeinheit 3 dient dazu, die Temperatur des verflüssigten Kältemittels zu messen. Die vierte Messeinheit 4 dient dazu, den Verflüssigerdruck zu messen. Die erste, zweite, dritte und vierte Messeinheit 1 - 4 sind jeweils mit einem Regler 40 gekoppelt, welcher das Expansionsventil 13 steuert. In dem in den Figuren dargestellten Ausführungsbeispiel wird ein Expansionsventil als Drosselorgan 13 verwendet.
  • Durch Wärmezufuhr auf niedrigem Temperaturniveau wird ein Medium mit tiefem Siedepunkt ("Kältemittel", heute meist Ozon-unschädliche FCKWs oder natürliche Stoffe) im Verdampfer 31 verdampft, die gasförmige Phase wird dann in dem Verdichter 32 verdichtet und dadurch erhitzt. Unter hohem Druck stehend gibt das Arbeitsmittel bzw. das Kältemittel seine Wärme zur Nutzung am Verflüssiger 33 ab (Heizungswasser, Luftstrom) und kondensiert dabei. Durch ein Expansionsventil 13 tritt das Arbeitsmittel wieder in den Teilkreislauf mit geringem Druck ein und wird wiederum dem Verdampfer 31 zugeführt, an dessen Ausgang der Verdampferdruck mit der zweiten Messeinheit 2 und die Temperatur des verdampften Kältemittels mit der ersten Messeinheit 1 bestimmt wird. Aus dem ermittelten Verdampferausgangsdruck und der Temperatur des verdampften Kältemittels am Verdampferausgang lässt sich die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang mit Hilfe von Kältemitteldaten bestimmen.
  • Die Temperaturdifferenz zwischen der Wärmequelle und dem Kältemittel ermöglicht einen Wärmestrom zum Verdampfer 31. Anschließend wird der Kältemitteldampf vom Verdichter 32 angesaugt und komprimiert. Die Temperatur des Kältemittels wird dabei auf ein höheres Temperaturniveau "gepumpt", welches i. A. oberhalb dessen der Wärmeverteilung liegt. Am Verflüssiger 33 liegt wieder eine Temperaturdifferenz vor, und es kommt zu einem Wärmestrom, d. h. zur Wärmeverteilung. Das unter Hochdruck stehende Kältemittel kühlt wieder ab und kondensiert. Am Ausgang des Verflüssigers 33 wird der Verflüssigerdruck mit der vierten Messeinheit 4 und die Temperatur des verflüssigten Kältemittels mit der dritten Messeinheit 3 bestimmt. Anschließend wird das Kältemittel über ein Expansionsventil 13 entspannt. Der gesamte Vorgang erfolgt erneut und befindet sich dadurch in einem Kreisprozess.
  • Fig. 2 zeigt ein schematisches Blockdiagramm eines Reglers gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel. Der Regler 40 für den Kältekreis der Kältemaschine weist eine Messwerterfassungs- und -verarbeitungseinheit 5, eine Berechnungseinheit 6, eine Modellbildeeinheit 10, eine erste Bestimmungseinheit 9, eine zweite Bestimmungseinheit 11 sowie eine Auswahleinheit 12 auf. Der Regler 40 dient dabei als Überhitzungsregler für den Kältekreis.
  • Die Messwerterfassungs- und -verarbeitungseinheit 5 zur Messwerterfassung und Messwertverarbeitung rechnet die elektrischen Signale der an den Regler angeschlossenen Sensoren (Messeinheiten) 1 - 4 in Messwerte um und befreit sie ggf. von Störeinflüssen wie eine 50 Hz-Überlagerung. Die erste Bestimmungseinheit 9 bestimmt einen ersten Stellwert W1 für das Expansionsventil 13 in Abhängigkeit von der Abweichung einer Ist-Überhitzung und einer Soll-Überhitzung des Kältemittels. Die Berechnungseinheit 6 berechnet die momentane ist-Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang aus dem Verdampferdruck und der Verdampferausgangstemperatur. Aus dem Vergleich der Ist-Überhitzung mit der Soll-Überhitzung wird der erste Stellwert W1 für das Expansionsventil 13 in der ersten Bestimmungseinheit 9 bestimmt. Der erste Stellwert W1 betrifft den Öffnungsgrad des Expansionsventils 13, so dass der Kältemittellauf im Kreislauf reguliert wird. Wenn die Ist-Überhitzung größer als die Soll-Überhitzung ist, so fährt das Stellorgan auf, d. h. das erste Stellsignal wird größer. Ist die Ist-Überhitzung kleiner als die Soll-Überhitzung, so fährt das Stellorgan zu, d. h. das erste Stellsignal wird kleiner. Der Regler kann dabei als P-, Pl-, 1- oder PID - Regler ausgeführt sein.
  • Eine Modellbilde-Einheit 10 dient dazu, ein Modell zu bilden, welches den Kältemittelmassenstrom am Verdampfereingang mit dem Kältemittelmassenstrom am Verdampferausgang vergleicht und einen zweiten Stellwert W2 für das Expansionsventil 13 anhand des Modells aus dem Verdampferdruck, dem Verflüssigerdruck und kältekreisspezifischen Größen berechnet.
  • Eine zweite Bestimmungseinheit 11 dient dazu, einen dritten Stellwert W3 für das Expansionsventil 13 durch Verknüpfung des ersten Stellwerts W1 mit dem zweiten Stellwert W2 zu bestimmen. Eine Stelleinheit zum Einstellen des Expansionsventils 13 auf den dritten Stellwert W3 wird ebenfalls vorgesehen.
  • Eine Auswahleinheit 12 dient der Auswahl des Stellsignals in Abhängigkeit der Betriebsart des Kältekreisreglers und schaltet in Abhängigkeit von der Betriebsart des Kältekreisreglers Stellsignale aus unterschiedlichen Quellen an das Expansionsventils 13 weiter. In der Betriebsart Heizen wird das Stellsignal aus der zweiten Bestimmungseinheit 11 zum Bestimmen eines dritten Stellwertes W3 an das Expansionsventil 13 weitergeschaltet. In der Betriebsart Stand-by wird das Stellsignal mit Null Prozent Öffnungsgrad an das Expansionsventil 13 weitergeschaltet. In der Betriebsart Abtauen wird das Stellsignal aus der Bestimmungseinheit zum Bestimmen eines Stellwertes für Abtaubetrieb an das Expansionsventil 13 weitergeschaltet. Der oben beschriebene Regler 40 zum regelungstechnischen Verarbeiten von Prozessgrößen des Kältekreises zur Regelung der Überhitzung und zur Gewinnung eines Stellsignals für ein Expansionsventil ist bereits bekannt und stellt gemäß der Erfindung eine Überhitzungsregler-Grundfunktion dar.
  • Zusätzlich zu der Überhitzungsregler-Grundfunktion 40 kann der Überhitzungsregler einen Sonderfunktionsregler 41 aufweisen, um Prozessgrößen abhängig von der Betriebsart des Kältekreisreglers und vom Arbeitspunkt des Kältekreises regeltechnisch einzubinden, welche nicht unmittelbar zur Bestimmung und zur Regelung der Überhitzung durch den Regler 40 erforderlich sind. Ferner kann eine Selbstdiagnose des Kältekreisreglers und des Kältekreises und seiner Komponenten im Regler implementiert werden.
    Das Zusammenspiel der Funktionen und der Datenfluss zwischen den einzelnen Funktionsblöcken wird nachfolgend detaillierter beschrieben :
  • Der Sonderfunktions-Regler 41 für die Sonderfunktionen des Kältekreises weist eine Erkennungseinheit 18, eine Heißgastemperaturbegrenzungseinheit 19, eine Adaptionseinheit 20, eine Druckdifferenzsteuerungseinheit 21, eine Verdampferabtaueinheit 22 und eine Überhitzungsregelungseinheit 23 auf. Der Sonderfunktions-Regler 41 für die Sonderfunktion des Kältekreises dient dazu, den Kältekreis zu regeln, wenn besondere Betriebsarten oder Betriebsbedingungen des Kältekreises auftreten.
  • Die Erkennung des Bedarfes zur Einbindung von Prozessgrößen oder zusätzlichen Regelfunktionen zur Optimierung der Kältekreisregelung erfolgt in der Erkennungseinheit 18, welche auch zur Auswahl und Aktivierung derjenigen Einheiten dient, welche für die Regelung der Sonderfunktionen und deren Einflussnahme auf den Regler benötigt werden.
  • Die Einheiten für die Regelung der Sonderfunktionen sind die Einheiten 19, 20, 21 und 22 und 23. Im gegebenen Fall werden eine oder mehrere Einheiten durch die Erkennungseinheit 18 aktiviert und mit Prozessgrößen versorgt. In den Einheiten für die Regelung der Sonderfunktionen 19, 20, 21, 22, 23 sind jeweils die Regelalgorithmen abgelegt, welche Stellgrößen mit Hilfe der Prozessgrößen und mit den in dem Regler festgelegten Reglerparametern berechnen. Diese Stellgrößen nehmen Einfluss u. A. auf die Stellsignalberechnung für das Expansionsventil 13, auf die Parametrierung und Reglerarchitektur und auf die Steuerung der Betriebsart der Überhitzungsregler-Grundfunktion 40 durch den Regler 40. Weiterhin ist es möglich, die Funktion der Erkennungseinheit 18 für die Auswahl und Aktivierung der Einheiten für die Sonderfunktionen mit in die Sonderfunktionsblöcke einzubinden, so dass diese ihre Funktionen selbsttätig aktivieren oder deaktivieren.
  • Die Heißgastemperaturbegrenzungseinheit 19 steuert die Heißgastemperaturbegrenzung gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel. Ziel ist es dabei, die Heißgastemperatur 16, welche mit einem Temperaturfühler am Verdichterausgang ermittelt wird, in kritischen Arbeitspunkten des Kältekreises zu begrenzen, ohne dabei den Verdichter abschalten zu müssen. Die Abhängigkeit der Heißgastemperatur vom Arbeitpunkt des Kältekreises ist üblicherweise dergestalt, dass die Heißgastemperatur sowohl mit steigendem Verflüssigerdruck als auch mit fallendem Verdampferdruck steigt. Weiterhin steigt sie mit steigender Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang.
  • Während der Verdichter gemäß dem Stand der Technik bei einer Schwellwertüberschreitung der Heißgastemperatur unmittelbar abgeschaltet wird, wird gemäß der Erfindung eine Abschaltung zumindest verzögert, indem der Regler 40 des Kältekreises zunächst die Heißgastemperatur durch Veränderung seines Arbeitspunktes absenkt und somit eine längere Verdichterlaufzeit ermöglicht. Hierzu wird eine weitere Heißgasgrenztemperatur HG2 für die Aktivierung der Sonderfunktion Heißgastemperaturbegrenzung unterhalb der Heißgasgrenztemperatur HG1 für das Abschalten des Verdichters parametriert. Wenn die gemessene Heißgastemperatur die Heißgasgrenztemperatur HG2 überschreitet, aktiviert die Einheit 18 die Heißgastemperaturbegrenzungseinheit 19. Bei einem Unterschreiten der Temperatur HG2 wird die Einheit 19 wieder deaktiviert. Diese Schwelle kann mit einer Hysterese ausgestattet sein.
  • Die Begrenzung der Heißgastemperatur kann durch die Heißgastemperaturbegrenzungseinheit 19 auf unterschiedliche Weise gesteuert werden: Zum einen kann der Sollwert für die Überhitzung am Verdampferausgang bei aktivierter Heißgastemperaturbegrenzung auf einen kleineren für die Regelung des Kältekreises noch tolerablen Sollwert umgeschaltet werden. Eine direkte Umschaltung oder auch rampenförmige Umschaltung des Überhitzungssollwertes erzeugt ggf. Reglerinstabilitäten, die bei der Wahl des Wertes berücksichtigt werden müssen. Alternativ dazu kann bei einem Rekuperator im Kältekreis und bei einer aktivierten Heißgastemperaturbegrenzung die Regelung der Überhitzung am Verdampferausgang auf die Regelung der Überhitzung am Rekuperatorausgang umgeschaltet werden. In diesem Betriebszustand wird dann die Überhitzung des Kältemittels am Rekuperatorausgang geregelt.
  • Ein Rekuperator stellt hierbei einen Wärmeaustauscher dar, der das den Verdampfer verlassende Kältemittel nacherwärmt und damit seine Überhitzung erhöht. In vielen Arbeitspunkten des Kältekreises, insbesondere bei einer aktivierten Heißgastemperaturbegrenzung, ist es beim Umschalten auf die Rekuperatorregelung möglich, die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang soweit zu verringern, dass sie dort nahe Null Kelvin ist und die Überhitzung des Kältemittels in den Rekuperator hineinverlagert wird. Mit der Verringerung der Verdampferüberhitzung geht eine erwünschte Reduzierung der Heißgastemperatur einher.
  • Als weitere regelungstechnische Variante zur Reduzierung der Heißgastemperatur kann ein Heißgastemperaturregler eingesetzt werden, der in Abhängigkeit des Heißgastemperatur-Istwertes und der Heißgasgrenztemperatur HG2 sowie in Abhängigkeit eines bei überschrittener Heißgasgrenztemperatur HG2 beginnendem Proportionalbandes ein Stellsignal berechnet, welches mit dem Stellsignal des Überhitzungsreglers 11 kombiniert wird. Diese Verknüpfung kann beispielsweise derart vorgenommen werden, dass der Heißgastemperaturregler in Abhängigkeit der Differenz von Heißgastemperatur-Istwert und der Heißgasgrenztemperatur HG2 ein Stellsignal ausgibt. Wenn der Heißgastemperatur-Istwert kleiner oder gleich der Heißgasgrenztemperatur HG2 ist, dann ist das Stellsignal gleich eins. Wenn der Heißgastemperatur-Istwert jedoch größer als die Heißgasgrenztemperatur HG2 ist, so erhöht sich das Stellsignal mit steigender Differenz. Dieses Stellsignal wird mit dem Stellsignal des Überhitzungsreglers 11 multipliziert und
  • dann an das Expansionsventil 13 weitergeleitet.
  • Optional kann der Integralanteil des Überhitzungsreglers 9 in der weiteren Integration angehalten werden, um eine Fehlintegration während der Aufschaltung des Heißgasreglers zu verhindern, wenn das Stellsignal des Heißgastemperaturreglers größer als 1 ist.
  • Gemäß einem alternativen Ausführungsbeispiel zum zweiten Ausführungsbeispiel kann es sein, dass der ermittelte Istwert für die Überhitzung am Rekuperatorausgang während der beschriebenen aktiven Heißgastemperaturbegrenzung überwacht wird und beim Unterschreiten eines Grenzwertes der Verdichter abgeschaltet wird.
  • Die Heißgastemperaturbegrenzung kann ebenfalls erfolgen, indem ein zusätzliches Stellsignal für ein weiteres Stellglied berechnet wird, beispielsweise ein Stellsignal für ein Einspritzventil, welches Kältemittel in einen zusätzlichen Eingang am saugseitigen Eingang des Verdichters einspritzt. Bei einem Scrollverdichter besteht so beispielsweise die Möglichkeit, einen Kältemittelnebenstrom während des Kompressionsvorganges des Hauptkältemittelstromes über Bohrungen in die Scrolleinheit einzuspritzen, womit eine Effizienzsteigerung des Kompressionsvorganges einhergehen kann. Eine Beeinflussung des Aggregatzustandes und der Kältemittelmenge durch den Regler der Heißgastemperaturbegrenzung mit Hilfe eines Stellorgans zur Dosierung des Kältemittelnebenstromes kann zur Reduzierung der Heißgastemperatur verwendet werden.
  • Die Regelung erfolgt dabei nach folgender Maßgabe: Ist die Heißgastemperaturregelung nicht aktiv, regelt der Überhitzungsregler das Stellorgan für den Kältemittelnebenstrom auf eine Überhitzung des Kältemittels im Kältemittelnebenstrom, welche für eine möglichst gute Effizienz des Kältekreises festgelegt wurde. Ist die Heißgastemperaturregelung jedoch aktiv, dann regelt der Heißgastemperaturregler das Stellorgan für den Kältemittelnebenstrom auf eine Überhitzung des Kältemittels im Kältemittelnebenstrom, welche für eine Reduzierung der Heißgastemperatur festgelegt wurde bzw. passt die Überhitzung des Kältemittels im Kältemittelnebenstrom an die Differenz zwischen Heißgastemperaturmesswert und Heißgastemperaturgrenzwert an.
  • Gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel dient die Adaptionseinheit 20 der Steuerung der Adaption der Reglerdynamik. Ziel ist es dabei, die Parametrierung des Reglers für die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang 9 optimal an den aktuellen Arbeitspunkt der Regelstrecke Kältekreis anzupassen. Zum einen ist die Übertragungskennlinie eines Kältekreises davon geprägt, dass die Steilheit der Abhängigkeit zwischen Öffnungsgradänderung des Expansionsventils und Überhitzungsänderung des Kältemittels am Verdampferausgang nicht konstant ist. Üblicherweise geht eine Öffnungsgradänderung des Expansionsventils bei Arbeitspunkten mit großen Überhitzungen mit einer kleineren Überhitzungsänderung des Kältemittels am Verdampferausgang einher als bei Arbeitspunkten mit kleinen Überhitzungen der Fall ist.
  • Eine optimale Anpassung des Reglers an den aktuellen Arbeitspunkt des Kältekreises erfolgt durch Anpassung der Parametrierung des Reglers für die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang 9. Die Freigabe der Sonderfunktion Adaption der Reglerdynamik wird durch die Einheit 18 gesteuert. Die Freigabe erfolgt beispielsweise nur im Heizbetrieb und/oder Kühlbetrieb und ggf. erst nach einer verstrichenen Verzögerungszeit nach Betriebsartwechsel. In der Adaptionseinheit 20 zur Adaption der Reglerdynamik ist eine Kennlinie abgelegt, welche die Reglerparameter in der Einheit 9 in Abhängigkeit des Sollwertes der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang beeinflusst. Hierbei können alle Anteile des Reglers (beispielsweise P- , 1- und D-Anteil) gleichzeitig mit demselben Faktor beeinflusst werden. Ferner ist es aber auch möglich, nur ausgewählte Anteile zu beeinflussen. Ziel ist es dabei, einer Änderung der Streckenverstärkung des Kältekreises entgegenzuwirken, d. h. vergrößert die Strecke in einem Arbeitspunkt mit geringerer Sollüberhitzung ihre Verstärkung, so wird die Beeinflussung der Reglerparameter zum Ziel haben, in diesem Arbeitspunkt die Reglerverstärkung zu verringern, so dass die Gesamtverstärkung des Regelkreises in etwa konstant ist.
  • Um ein Schwingen oder eine gegenseitige Beeinflussung des Reglers für die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang 9 durch die Adaptionseinheit 20 zur Adaption der Reglerdynamik zu reduzieren, kann es erforderlich sein, dessen berechnetes Ausgangssignal für die Anpassung der Reglerdynamik einer Dämpfung zu unterziehen. Diese Dämpfung kann durch eine Begrenzung der Stellsignalveränderung pro Zeiteinheit oder durch ein Tiefpassfilter gebildet werden. Eine langsame Änderung der Regelparameter des Reglers für die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang 9 gibt diesem auch die nötige Zeit, keine Stellsignalsprünge während der Parameteränderungen zu produzieren, sondern kontinuierlich das Stellsignal für das Expansionsventil an die geänderten Reglerbedingungen anzupassen.
  • In der Adaptionseinheit 20 zur Adaption der Reglerdynamik kann eine weitere Kennlinie abgelegt sein, welche die Reglerparameter in der Einheit 9 in Abhängigkeit des Absolutwertes der Regelabweichung der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang beeinflusst. Dieses Verfahren hat das Ziel, die Regelparameter an die jeweiligen Erfordernisse anzupassen, indem beim Einregelvorgang bei Sollwertsprüngen oder beim Einwirken von dynamisch ändernden Störgrößen die Verstärkung des Reglers vorteilhaft höher sein sollte als im eingeschwungenen Zustand mit nur geringer Regelabweichung.
  • Diese Kennlinie in der Adaptionseinheit 20 beschreibt die Änderung der Reglerverstärkung in Abhängigkeit des Absolutwertes der Regelabweichung der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang. Um ein Schwingen oder eine gegenseitige Beeinflussung des Reglers für die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang 9 durch die Einheit 20 zur Adaption der Reglerdynamik zu reduzieren, kann es erforderlich sein, dessen berechnetes Ausgangssignal für die Anpassung der Reglerdynamik einer Dämpfung zu unterziehen. Dies ist insbesondere auch deshalb zweckmäßig, da bei schwingendem Regler der Absolutwert der Regelabweichung der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang zyklisch den Wert Null annimmt und ohne Dämpfung des Stellwertes der Einheit 20 im selben Takt die Reglerparameter von der Einheit 9 variiert würden.
  • Gemäß einem alternativen Ausführungsbeispiel zum dritten Ausführungsbeispiel wird das erste Stellsignal in Abhängigkeit des Überhitzungssollwertes und das zweite Stellsignal der Einheit 20 in Abhängigkeit des Absolutwertes der Regelabweichung der Überhitzung am Verdampferausgang miteinander zu einem Gesamtstellsignal verknüpft. Dies kann vorteilhaft durch Bildung des Mittelwertes der Signale oder durch Bildung des Maximums der Signale erfolgen. Ferner ist es vorteilhaft, den möglichen Stellbereich dieses Signals durch Festlegung eines Minimalwertes und eines Maximalwertes einzuschränken.
  • Gemäß einem vierten Ausführungsbeispiel dient die Druckdifferenzsteuerungseinheit 21 der Druckdifferenzsteuerung während der Betriebsart Verdampferabtauung. Voraussetzung dafür ist es, dass die Abtauung als Umkehrabtauung durchgeführt wird, bei der Verdampfer und Verflüssiger bei der Abtauung durchströmt werden. Ziel ist es dabei, die Druckdifferenz zwischen Verdampferdruck 2 und Verflüssigerdruck 4 während des Abtauvorganges des Verdampfers zu regeln und somit optimal an den aktuellen Arbeitspunkt des Verdichters und des Kältekreises anzupassen.
  • Vorteilhaft dabei ist die Nutzung des auch für den Heizbetrieb zur Kältemittelregelung verwendeten Expansionsventils. Gemäß dem Stand der Technik wird der Abtauvorgang mit einem Drosselglied mit einer während des Abtauvorganges konstanten Drosselfunktion durchgeführt. Vorteilhaft ist es auch, die Drosselwirkung des Drosselorgans während des Abtauvorganges optimal an den aktuellen Arbeitspunkt des Verdichters und des Kältekreises anzupassen. Dies kann wie folgt erfolgen: Ist die Betriebsart des Kältekreises der Verdampferabtaubetrieb, so wird die Sonderfunktion Druckdifferenzsteuerung Verdampferabtauung durch die Einheit 18 aktiviert. In Einheit 19 ist ein Sollwert für eine Druckdifferenzsteuerung von Verflüssigerdruck zu Verdampferdruck sowie eine Kennlinie hinterlegt, welche in Abhängigkeit von Druckdifferenz-Sollwert und Druckdifferenz-Istwert ein Stellsignal für den Öffnungsgrad eines Expansionsventils für den++ Abtaubetrieb ermittelt.
  • Weiterhin ist es möglich, einen im Regler festgelegten Stellwert des Expansionsventils für den Abtaubetrieb 15 mit dem Stellsignal der Einheit 21 zu verknüpfen. Diese Verknüpfung kann beispielsweise dergestalt sein, dass der Druckdifferenzregler in Abhängigkeit der Differenz von Druckdifferenz-Sollwert und Druckdifferenz-Istwert ein Stellsignal ausgibt. Ist der Druckdifferenz-Istwert größer oder gleich dem Druckdifferenz-Sollwert, ist das Stellsignal gleich eins, ist der Druckdifferenz-Istwert kleiner als der Druckdifferenz-Sollwert, so reduziert sich das Stellsignal mit steigender Differenz. Dieses Stellsignal wird mit dem im Regler festgelegten Stellwert des Expansionsventils für den Abtaubetrieb multipliziert und dann an das Expansionsventil weitergeleitet. Die Aktivierung dieser Druckdifferenzregelfunktion kann vorteilhaft auch erst nach Verstreichen einer festgelegten Zeitspanne nach Beginn der Abtauung erfolgen.
  • Gemäß einem fünften Ausführungsbeispiel dient die Verdampferabtauungseinheit 22 der Verdampferabtauung zur Eisschmelze. Voraussetzung dafür ist es, dass der Verdampfer im Betrieb durch das Kondensieren und Festfrieren von in der Luft enthaltenem Wasserdampf abgetaut werden muss. Gemäß dem Stand der Technik wird bei einer Erkennung des Abtaubedarfes für den Verdampfer die Betriebsart des Kältekreises direkt in den Abtaubetrieb umgeschaltet und nach der Vollendung des Abtaubetriebes die Betriebsart des Kältekreises wieder unmittelbar in den Heizbetrieb umgeschaltet. Die Abtauung kann dabei sowohl als Heißgasabtauung (das aus dem Verdichter austretende Heißgas durchströmt den Verdampfer direkt und wird danach zur Saugseite des Verdichters zurückgeführt) oder Umkehrabtauung (Verdampfer und Verflüssiger werden bei der Abtauung gleichermaßen von Kältemittel durchströmt) durchgeführt werden. Ziel eines Abtauvorganges ist es, das gesamte am Verdampfer befindliche Eis zu schmelzen und das Schmelzwasser abzuführen. Bei einer nach dem Stand der Technik üblichen unmittelbaren Umschaltung von Abtaubetrieb auf Heizbetrieb kann es vorkommen, dass ein Teil des sich während des Abtauens bildenden Schmelzwassers nach dem Übergang von der Betriebsart Abtaubetrieb zur Betriebsart Heizen am Verdampfer oder in seiner Nähe wieder festfriert.
  • Beim Alternieren der Betriebsart Abtaubetrieb/Heizbetrieb kann sich bei bestimmten klimatischen Umgebungsbedingungen auf diese Weise eine wachsende Vereisung zumindest von Teilen des Verdampfers bilden, welcher von Abtauung zu Abtauung wächst. Abhängig von der Art und Einstellung der Abtauendetektion wird ein Abtauvorgang gegebenenfalls auch dann für beendet angesehen, wenn diese partielle Vereisung nicht vollständig abgetaut ist.
  • Erfindungsgemäß wird hier ein Verfahren vorgesehen, welches in der Lage ist, diese partielle Vereisung wieder abzubauen bzw. den Aufbau einer partiellen Vereisung nach erfolgtem Abtauvorgang zu verhindern. Die Einheit 22 steuert diese Funktion, indem zumindest zyklisch ein geplanter direkter Übergang von der Betriebsart Abtauen zur Betriebsart Heizen gesperrt wird, indem ein befristetes Verweilen in der Betriebsart Stand-by eingeschoben wird. Weiterhin ist es möglich, dass beim geplanten Übergang der Betriebsart Heizen nach Betriebsart Stand-by (Verdichter aus) durch die Einheit 22 ein befristetes Verweilen in der Betriebsart Abtauen eingeschoben wird. Ein geplanter Übergang bedeutet hier, dass ein Betriebsartregelsystem, welches die Funktion der Einheit 22 nicht berücksichtigt, einen solchen Übergang steuern würde, beispielsweise in Abhängigkeit einer Wärmeanforderung des Wärmemengenreglers oder einer Abtauanforderung/Beendung des Abtaureglers.
  • In beiden Ausführungsmöglichkeiten schließt sich unmittelbar an den Abtauvorgang ein befristetes Verharren im Ruhebetrieb (Stand-by, Verdichter aus) an. Dabei wird vorteilhaft ausgenutzt, dass während einer Abtauung thermische Energie in den Verdampfer eingetragen wird, welche nach Beendung des Abtauens im Verdampferblock gespeichert ist.
  • Vorteilhaft befindet sich der Verdampfer konstruktiv in einer Kammer, welche eine direkte Abgabe dieser thermischen Energie an die Wärmepumpenumgebung reduziert, sodass zunächst die Energie hauptsächlich zur Beheizung der Kammer dient. Vorteilhaft ist auch eine Auskleidung der Kammer mit Wärme dämmenden Materialien. Die Abgabe von Wärmeenergie vom Verdampfer an die Kammer schmilzt die in der Kammer gebildete Eisreste, welche unmittelbar nach dem Abtauen noch vorhanden sind und bei einem direkten Umschalten vom Abtaubetrieb nach Heizbetrieb wieder festfrieren würden. Eine Aktivierung einer solchen Sonderfunktion kann an einen außentemperaturabhängigen Zyklus gekoppelt werden, welcher in Versuchsreihen empirisch ermittelt wird. Der Zyklus beschreibt in Abhängigkeit der Außentemperatur, der Verdichterlaufzeit etc., wann die Sonderfunktion der Verdampferabtauung Eisschmelze aktiviert wird und auf welchen Zeitraum die Dauer der Aktivierung dieser Funktion befristet wird. Eine Steuerung des Zyklus kann durch die Einheit 18 erfolgen oder direkt in der Einheit 22 umgesetzt sein.
  • Eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit ist es, insbesondere bei Außentemperaturen oberhalb des Gefrierpunktes folgende Sonderalgorithmik einzufügen. So wird zum Ausblasen von Schmelzwassertropfen aus den Verdampferlamellen zumindest zyklisch ein geplanter direkter Übergang von der Betriebsart Abtauen zur Betriebsart Heizen gesperrt, indem durch die Einheit 22 ein befristetes Verweilen in der Betriebsart Stand-by mit eingeschaltetem Verdampferlüfter eingeschoben bzw. vorgesehen wird.
  • Eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit bei Außentemperaturen oberhalb des Gefrierpunktes von Wasser ist es, dass in der Betriebsart Stand-by (Verdichter aus) durch die Einheit 22 ein befristetes Verweilen in der Betriebsart Stand-by mit eingeschaltetem Verdampferlüfter eingeschoben wird. Die Lüfterdrehzahl kann bei drehzahlsteuerbarem Lüfter in dieser Betriebsart auch in Bezug zur Lüfterdrehzahl für den Heizbetrieb abgesenkt werden. Der Luftvolumenstrom oberhalb des Gefrierpunktes von Wasser taut den Verdampfer oder die den Verdampfer umgebende Kammer ab.
  • Gemäß dem sechsten Ausführungsbeispiel steuert die Einheit 23 die Sonderfunktion Überhitzungsregelung des Kältemittels am Rekuperatorausgang. Ziel ist es dabei, durch eine Umschaltung des Reglers für die Regelung der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang, kurz Verdampferüberhitzungsregelung, auf eine Regelung der Überhitzung des Kältemittels am Rekuperatorausgang, kurz Rekuperatorüberhitzungsregelung, optimal an den aktuellen Arbeitspunkt der Regelstrecke Kältekreis anzupassen und ggf. die Leistungszahl des Kältekreises zu erhöhen. Durch eine Regelung der Überhitzung des Kältemittels am Rekuperatorausgang ist es möglich, die Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang regeltechnisch stabil so zu reduzieren, dass diese bei bestimmten Einsatzbedingungen (große Differenz zwischen Verdampferdruck und Verflüssigerdruck) auch einen Wert von Null annehmen kann. In diesem Fall findet die vollständige Überhitzung des Kältemittels im Rekuperator statt, was die Regelstreckenparameter Steilheit und Verzögerungszeiten jedoch beeinflusst.
  • Erfindungsgemäß wird die Aufgabe der Überhitzungsregelung des Kältemittels am Rekuperatorausgang durch Anpassung der Parametrierung des Reglers für die Überhitzung des Kältemittel und Umschaltung der Regelgröße durch folgendes Verfahren gelöst:
  • Die Freigabe der Sonderfunktion Regelung der Überhitzung des Kältemittel am Rekuperatorausgang wird durch Block 18 gesteuert. Die Freigabe erfolgt beispielsweise nur im Heizbetrieb und / oder Kühlbetrieb und ggf. erst nach einer verstrichenen Verzögerungszeit nach Betriebsartwechsel. Weiterhin erfolgt eine Freigabe nur, wenn der Betrieb der Rekuperatorüberhitzungsregelung regelungstechnisch stabil und energetisch in Bezug auf Leitungszahl des Kältekreises sinnvoll ist. Maß dabei kann die im Rekuperator übertragene Energie sein, welche maßgeblich durch die Temperaturunterschiede der zwei Kältemittelwege zueinander beeinflusst wird.
  • Da die Temperatur im Naßdampfgebiet eines Kältemittels mit dem Druck korreliert, kann zur Freigabe des Betriebes der Rekuperatorüberhitzungsregelung die Überschreitung eines Druckunterschiedes zwischen Verflüssiger - und Verdampferdruck, die Überschreitung eines Temperaturunterschiedes zwischen Verflüssiger - und Verdampfertemperatur oder kombinierte Verfahren verwendet werden.
  • Weiterhin ist die Freigabe des Betriebes der Rekuperatorüberhitzungsregelung dann möglich, wenn der Verflüssigerdruck einen festgesetzten Grenzwert überschreitet und der Verdampferdruck einen festgesetzten Grenzwert unterschreitet oder alternativ die Verflüssigertemperatur einen festgesetzten Grenzwert überschreitet und die Verdampfertemperatur einen festgesetzten Grenzwert unterschreitet oder kombinierte Verfahren.
  • Eine Rückschaltung in den Betrieb der Verdampferüberhitzungsregelung erfolgt dann, wenn aufgrund der Prozesswertekonstellation die Bedingungen für die Freigabe der Rekuperatorüberhitzungsregelung nicht mehr erfüllt sind, dem Schaltpunkt kann eine Hysterese überlagert werden.
  • Die Einheit 23 steuert, welche der Reglerparameter in Block 9 bei einer Umschaltung von Regelgröße Verdampferüberhitzung des Kältemittels auf Rekuperatorüberhitzung des Kältemittels beeinflusst werden. Ein Ausführungsmerkmal kann es sein, dass alle Anteile des Reglers (beispielsweise P-, I- und D- Anteil) gleichzeitig mit demselben Faktor beeinflusst werden, es ist aber auch möglich, nur ausgewählte Anteile zu beeinflussen.
  • Vorteilhafterweise wird bei einer Umschaltung von Regelgröße Verdampferüberhitzung des Kältemittels auf Rekuperatorüberhitzung des Kältemittels auch die Sollwertvorgabe für die Überhitzung beeinflusst im Allgemeinen gilt für die Regelung der Rekuperatorüberhitzung ein höherer Sollwert als für die Regelung der Verdampferüberhitzung.
  • Weiterhin kann es vorteilhaft sein, bei der Regelung der Rekuperatorüberhitzung den Istwert der Überhitzung des Kältemittel am Rekuperatorausgang mit einem Anteil des Istwert des der Überhitzung des Kältemittel am Verdampferausgang zu verrechnen. Addiert man beispielsweise eine festgelegten Prozentsatz des Istwertes der Überhitzung des Kältemittel am Verdampferausgang zum Istwert der Überhitzung des Kältemittel am Rekuperatorausgang hinzu, so gewinnt man eine kombinierte Regelgröße. Vorteilhaft ist dabei, dass diese kombinierte Regelgröße sowohl Anteile der eigentlichen Regelzielgröße (Rekuperatorüberhitzung) enthält, welche aber durch eine große Streckenzeitkonstante gedämpft wird als auch Anteile einer zweiten Größe enthält (Verdampferüberhitzung), welche eine durch eine deutlich geringere Streckenzeitkonstante gedämpft wird und so die Tendenz der Streckenreaktion besser abbildet.
  • Bei der oben beschriebenen Heißgastemperaturbegrenzung wird die Heißgastemperatur betrachtet, obwohl sie nicht direkt mit der Überhitzungsregelung zusammenhängt. Eine Betrachtung der Heißgastemperatur ist jedoch hinsichtlich der Sicherheit der Kälteanlage von Vorteil. Die Heißgastemperatur stellt die Temperatur dar, mit der das komprimierte Druckgas den Verdichter verlässt. Diese Temperatur beeinflusst die Lebensdauer des Öls des Verdichters. Dieses Öl weist typischerweise eine Maximaltemperatur auf, oberhalb welcher sich die Moleküle des Öls in ihre Bestandteile auflösen. Die Heißgastemperatur stellt die heißeste Temperatur in dem Kältekreis dar. Diese Temperatur ist abhängig von den beiden Drücken, d.h. Hoch- und Niederdruck. Ferner spielt die Güte des Verdichters eine Rolle bei der Heißgastemperatur.
  • Das vorstehend beschriebene Expansionsventil kann als ein elektronisch ansteuerbares bzw. gesteuertes Expansionsventil ausgebildet sein.

Claims (18)

  1. Verfahren zum Steuern einer Kälteanlage mit einem Kältemittel, einem Verdampfer (31), einem Verdichter (32), einem Verflüssiger (33) und einem elektronisch einstellbaren Drosselorgan (13), mit den Schritten:
    Durchführen einer Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang,
    Aktivierung einer Sonderfunktions-Regelung, wenn sich die Kälteanlage in bestimmten Betriebsarten befindet,
    wobei die Sonderfunktions-Regelung in die Überhitzungsregelung des Kältemittels am Verdampferausgang eingreift, und
    Beenden der Sonderfunktions-Regelung, wenn die Kälteanlage wieder in den Normalbetrieb wechselt.
  2. Verfahren nach Anspruch 1, wobei die Sonderfunktions-Regelung eine Heißgastemperaturbegrenzung, eine Adaption der Regelung, eine Druckdifferenzsteuerung, eine Verdampferabtauung und/oder eine Überhitzungsregelung aufweist.
  3. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Heißgastemperatur in kritischen Arbeitspunkten des Kältekreises zur Heißgastemperaturbegrenzung begrenzt wird, ohne die Überhitzungsregelung abzuschalten.
  4. Verfahren nach Anspruch 3, wobei eine erste Heißgasgrenztemperatur vorgesehen wird, bei der die Sonderfunktion der Heißgastemperaturbegrenzung aktiviert wird, wobei die erste Heißgasgrenztemperatur unterhalb einer zweiten Heißgasgrenztemperatur zum Abschalten des Verdichters liegt,
    wobei die Sonderfunktion der Heißgastemperaturbegrenzung abgeschaltet wird, wenn die Heißgastemperatur unter die erste Heißgasgrenztemperatur fällt.
  5. Verfahren nach Anspruch 3, wobei ein Sollwert für die Überhitzungsregelung am Verdampferausgang auf einen kleineren Sollwert umgeschaltet wird.
  6. Verfahren nach Anspruch 3, wobei zur Aktivierung der Sonderfunktions-Regelung der Heißgastemperaturbegrenzung die Regelung der Überhitzung am Verdampferausgang auf eine Regelung einer Überhitzung an einem Ausgang eines Rekuperators umgeschaltet wird.
  7. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Sonderfunktions-Regelung der Adaption der Regeldynamik nach einer Verzögerungszeit nach einem Wechsel der Betriebsart aktiviert bzw. freigegeben wird.
  8. Verfahren nach Anspruch 7, wobei eine weitere Kennlinie zur Beeinflussung der Regelparameter der Überhitzungsregelung am Verdampferausgang vorgesehen wird.
  9. Verfahren nach Anspruch 8, wobei die Regelung basierend auf einer Adaption der Regeldynamik einer Dämpfung unterzogen wird.
  10. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Sonderfunktions-Regelung eine Druckdifferenzsteuerung zur Verdampferabtauung mittels einer Umkehrabtauung aufweist.
  11. Verfahren nach Anspruch 1 oder 2, wobei die Sonderfunktions-Regelung eine Verdampferabtauung aufweist.
  12. Verfahren nach Anspruch 11, wobei ein Zurückschalten von dem Abtaubetrieb auf den Heizbetrieb zumindest zeitweise gesperrt bzw. verzögert wird, wobei die Kälteanlage während der Verzögerungszeit in eine Stand-by-Betriebsart geschaltet wird oder wobei ein Zurückschalten von dem Heizbetrieb auf den Stand-by-Betrieb zumindest zeitweise gesperrt bzw. verzögert wird, wobei die Kälteanlage während der Verzögerungszeit in der Abtaubetriebsart gehalten wird.
  13. Kälteanlage, insbesondere Kompressionskälteanlage, mit
    einem Kältemittel, einem Verdampfer (31), einem Verdichter (32), einem Verflüssiger (33) und einem elektronisch einstellbaren Drosselorgan (13), und
    einer ersten Regelungseinheit (40) zur Regelung der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang, und
    einer zweiten Regelungseinheit (41) zur Regelung von Sonderfunktionen in bestimmte Betriebsarten der Kälteanlage, wobei die Regelung von Sonderfunktionen in die Regelung der ersten Regeleinheit (40) eingreift.
  14. Kälteanlage nach Anspruch 13, wobei die zweite Regelungseinheit (41) eine Heißgasbegrenzungseinheit (19), eine Adaptionseinheit (20) zur Adaption der Regelung, eine Druckdifferenzsteuerungseinheit (21), eine Verdampferabtauungseinheit (22) und /oder eine Überhitzungsregelungseinheit (23) aufweist.
  15. Kälteanlage nach Anspruch 14, wobei die Heißgastemperaturbegrenzungseinheit (19) dazu ausgestaltet ist, die Heißgastemperatur in kritischen Arbeitspunkten des Kältekreises zu begrenzen, ohne die Regelung der Überhitzung des Kältemittels am Verdampferausgang abzuschalten.
  16. Kälteanlage nach Anspruch 14 oder 15, wobei in der Heißgastemperaturbegrenzungseinheit (19) eine erste Heißgasgrenztemperatur vorgesehen wird, welche unterhalb einer zweiten Heißgasgrenztemperatur zum Abschalten des Verdichters liegt, wobei die Heißgastemperaturbegrenzungseinheit (19) aktiviert wird, wenn die Heißgastemperatur oberhalb der ersten Heißgasgrenztemperatur liegt,
    wobei die Heißgastemperaturbegrenzungseinheit (19) deaktiviert wird, wenn die Heißgastemperatur unterhalb der ersten Heißgasgrenztemperatur fällt.
  17. Kälteanlage nach Anspruch 16, wobei die Adaptionseinheit (20) dazu ausgestaltet ist, den Sollwert für die Überhitzungsregelung am Verdampferausgang zu reduzieren.
  18. Kälteanlage nach Anspruch 13, ferner mit einem Rekuperator, wobei die Regelung der Überhitzung am Verdampferausgang auf eine Regelung einer Überhitzung an den Ausgang des Rekuperators umgeschaltet wird.
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